1.1 Кинематическая схема привода
1.2 Циклограмма нагружения
1.3 Выбор электродвигателя
2. Кинематический расчет
2.1 Определение мощностей и частот вращения
2.2 Определение моментов
3. Расчет планетарной передачи
3.1 Выбор группы материалов
3.2 Определение количества зубьев и диаметра колес
3.3 Допускаемые контактные напряжения
3.4 Допускаемые изгибные напряжения
4. Определение ширины колес из условий обеспечения контактной и изгибной прочности зубьев
4.1 Ширина колеса из условия обеспечения контактной прочности
4.2 Подбор подшипников и расчет осей сателлитов
4.3 Проверочный расчет зацепления на прочность при окончательно принятых размерах. Определение КПД
4.4 Напряжение изгиба у корня зуба
4.5 Коэффициент полезного действия редуктора равен
4.6 Силы зацепления
4.7 Расчет на перегрузку
4.8 Расчет планетарной передачи в "Компас - 3D V10"
5. Расчет ременной передачи
6. Расчет компоновки редуктора
6.1 Расчет диаметров валов
6.2 Подбор подшипников валов
6.3 Расчет шпонок
6.4 Расчет внутрикорпусных расстояний
6.5 Подбор шлицевой гайки
6.6 Расчет крышек
7. Расчет вала и подшипников в "Компас - 3D V10"
7.1 Построение вала
7.2 Расчет быстроходного вала
7.3 Расчет подшипников
8. Проектирование привода ленточного транспортера
8.1 Выбор муфты
8.2 Выбор ременной передачи
8.3 Смазывание редуктора и подшипников
8.4 Расчет болтов крепления к раме
Список литературы

1. Подбор электродвигателя
1.1 Кинематическая схема привода
На рисунке 1 представлена кинематическая схема привода.

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода

1.2 Циклограмма нагружения
Циклограмма нагружения представлена на рисунке 2.

Рисунок 2 - циклограмма нагружения.

1.3 Выбор электродвигателя
Исходные данные по проектированию привода приведены в таблице 1.

Таблица 1 - Исходные данные

№ вар	i	j	k	y	Z	P, кВт	щ, с-1	L, тыс. часов
6	0,7	0,2	0,1	0,6	0,5	1,8	3,6	14

Расчет требуемой мощности:

Выходной момент:

Нм

Рассчитываем значения для четырех различных двигателей (Таблица 2).,

Таблица 2 - Расчет передаточных чисел

750	1000	1500	3000
21,8	29	43,62	87,23
10,9	14,5	21,81	43,6

Исходя из полученных данных двигатель АИР 112МА8 со скоростью вращения 709 об/мин.

2. Кинематический расчет

2.1 Определение мощностей и частот вращения
В таблице 3 представлены исходные данные для расчета.

Таблица 3 - Исходные данные для расчета

Pвых, кВт	nвых, об/мин	Uредуктора
1,8	709

Начинаем расчет от нагрузки к двигателю:

2.2 Определение моментов

Проверка двигателя на перегрузку:

, < 4%

3. Расчет планетарной передачи
3.1 Выбор группы материалов
40Х, улучшение-улучшение, HB235-262

Степень точности 9.

3.2 Определение количества зубьев и диаметра колес
Исходные данные для расчета планетарной передачи представлены в таблице 4.

Таблица 4 - Исходные данные для расчета

m, модуль	nc, число сателлитов	Uредуктора
1	3

Исходя из габаритных размеров выбранного нами электродвигателя АИР 112МА8/709 и твердости материала, из которого будут изготавливаться зубчатые колеса, мы можем предположить следующие характеристики зубчатых колес:

Число зубьев корончатого колеса найдем из условия соосности:

Радиус расположения осей сателлита:

Полученное межосевое расстояние не относится к стандартному ряду, поэтому мы проектируем привод в единичном экземпляре.

Данные, полученные нами, должны удовлетворять 3-ем условиям:

1 Условие соосности:

Исходя из этого условия, мы нашли число зубьев корончатого колеса, поэтому оно заведомо соблюдено.

2 Условие соседства:

3 Условие сборки:

Для того чтобы выдержать полученное межосевое расстояние для соосной передачи с наружным и внутренним зацеплением при выбранных числах зубьев, все три колеса нарезаем без смещения:

Коэффициенты уравновешивающего и воспринимаемого смещения также принимаем равные нулю:

Делительные диаметры колес:

Диаметры вершин зубьев:

Диаметры впадин зубьев:

3.3 Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения:

Где:

- Коэффициент шероховатости поверхности. Мы не используем ни шлифовку, ни полировку, поэтому ;

Коэффициент окружной скорости.

Коэффициент ширины:

Коэффициент , следовательно:

Т. к. то

- коэффициент размеров зубчатой передачи. Т.к. то

- коэффициент контактной безопасности. Т.к. у нас термообработка улучшение, то , . Коэффициент долговечности:

Коэффициент приведения переменного режима нагружения к эквивалентному постоянному:

Частота вращения вала:

Наработка шестерни:

Т. к. N > то

- предел контактной выносливости соответствующий базовому числу циклов нагружения:

Получаем:

3.4 Допускаемые изгибные напряжения

Допускаемые изгибные напряжения:

Где:

- Коэффициент чувствительности концентрации напряжения.

- Коэффициент шероховатости.

Коэффициент размеров зуба.

Коэффициент безопасности.

Коэффициент долговечности:

Коэффициент шлифования переходной поверхности.

Коэффициент деформационного упрочнения или механической обработки.

Коэффициент реверсивности передачи.

Наработка шестерни:

Т. к. N > то

- предел изгибной выносливости соответствующий базовому числу циклов нагружения:

Получаем:

4. Определение ширины колес из условий обеспечения контактной и изгибной прочности зубьев

4.1 Ширина колеса из условия обеспечения контактной прочности
Отношение ширины колеса к диаметру шестерни:

Концентрация нагрузки по ширине зубчатого венца:

Где коэффициент распределения нагрузки до приработки:

Где:

ширина зуба;

средняя удельная окружная сила;

суммарная удельная жесткость зубьев; Для прямозубых передач .

поправочный коэффициент, учитывающий распределение нагрузки (Для реверса),;

делительный диаметр.

коэффициент прирабатываемости колес.

Неравномерность распределения контактной нагрузки между зубьями:

Динамическое нагружение:

Где:

неравномерность распределения контактной нагрузки между зубьями;

концентрация нагрузки по ширине зубчатого венца;

действующий момент;

удельная динамическая нагрузка;

Где:

коэффициент твердости поверхностей зубьев;

коэффициент влияния разности шагов;

окружная скорость;

Коэффициент нагрузки по контактной прочности:

Расчетное число сателлитов:

Ширина колеса из условия обеспечения контактной прочности:

Ширина колеса из условия обеспечения изгибной прочности.

Расчет ведем по зубьям сателлита, т.к при изгибе они испытывают реверсивную нагрузку, что учтено в выборе :

Коэффициент нагрузки по изгибной прочности:

Где:

Коэффициент динамического нагружения;

Коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца;

Где коэффициент распределения нагрузки до приработки,;

Коэффициент неравномерности распределения контактной нагрузки между зубьями;

Ширина колеса из условия обеспечения изгибной прочности:

Окончательная ширина зубчатых колес определяется после подбора подшипников сателлитов, но она должна быть больше 43 мм.

4.2 Подбор подшипников и расчет осей сателлитов
Максимальный диаметр наружного кольца подшипника:

Для уменьшения потерь и возможности самоустановки выбираем для сателлитов двурядные шариковые радиально-сферические подшипники (Рисунок 3).

Рисунок 3 - Двурядный шариковый радиально-сферический подшипник

Сферические подшипники скольжения - это самовыравнивающиеся компоненты, которые позволяют осуществлять движение при нарушении соосности. Внутреннее кольцо имеет выпуклый наружный диаметр и внешнее кольцо имеет соответствующую вогнутую форму. Силы, действующие на сферический подшипник скольжения могут быть статическими или могут возникать при колебательных движениях или периодически повторяющихся поворотах и вращении на относительно низкой скорости.

Полученному значению D соответствуют подшипники, представленные в таблице 5.

Таблица 5 - Подбор подшипников

Обозначение	d, мм	D, мм	B, мм	r, мм	Грузоподъемность, кН
1206	30	62	16	1,5	15,6
1306	30	72	19	2	21,2

Для получения приемлемой долговечности и обеспечения оптимальных размеров выбираем подшипник средней серии 1206.

Для уменьшения прогибов оси выбираем конструкцию водила с двумя щеками, чтобы оси сателлитов имели по две опоры.

В нашем случае есть возможность установить два подшипника, стоящих рядом. При этом долговечность работы редуктора значительно повысится, т.к нагрузка будет распределяться между двумя подшипниками.

Напряжение изгиба в опасном сечении оси:

Где:

Чтобы правильно выбрать подшипники и, как следствие отсюда, ширину сателлита, нам необходимо подобрать стопорные кольца, удерживающие подшипники на валу (Рисунок 4).

Параметры колец представлены в таблице 6.

Рисунок 4 - Стопорные кольца

Таблица 6 - Подбор стопорного кольца

d, мм	d1, мм	m, мм	h, мм	r, мм	S, мм	b, мм	l, мм	Допускаемая осевая сила, кН
62	65	1,9	? 4,5	0,2	1,7	5,1	16	74

Где:

ширина подшипника, толщина щеки водила (принимаем ), расстояние от канавки для стопорного кольца, ширина стопорного кольца, зазор между щекой водила и торцом сателлита, ширина втулки между подшипниками

Выбираем для осей сателлитов сталь 40Х с . Допускаемое напряжение изгиба выбираем невысоким для обеспечения достаточной жесткости оси:

Расчет показал, что

Т. к. мы применяем два подшипника, стоящих рядом и разделяемых втулкой, то отсюда долговечность подшипников сателлита:

Эквивалентная нагрузка, действующая на подшипник:

Радиальная нагрузка, действующая на подшипник сателлита:

Где

Частота вращения наружного кольца подшипника относительно оси сателлита:

Рассчитанная долговечность незначительно превышает заданную.

Выбираем окончательно подшипник 1206. Ширина сателлита при этом:

4.3 Проверочный расчет зацепления на прочность при окончательно принятых размерах. Определение КПД

Контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев:

4.4 Напряжение изгиба у корня зуба

4.5 Коэффициент полезного действия редуктора равен

КПД зубчатой пары в относительном движении и принимаем равным 0,98.

4.6 Силы зацепления
Мы рассчитываем силы зацепления только для одного сателлита, т.к суммарные силы трех сателлитов равны 0.

Окружная сила

Осевая сила:

Радиальная сила:

Нормальная сила:

Рисунок 5 - Силы в зацеплении цилиндрических передач

4.7 Расчет на перегрузку
Контактная прочность:

Изгибная прочность:

Где - максимальное возможное значение коэффициента долговечности.

4.8 Расчет планетарной передачи в "Компас - 3D V10"
Расчет передачи производится в библиотеке КОМПАС-SHAFT 2D. Выбираем нужный нам тип передачи и вид расчета - по межосевому расстоянию.

Расчет геометрии:

Рисунок 6 - Геометрический расчет планетарной передачи

Рисунок 7 - Геометрический расчет планетарной передачи

Вывод: погрешность геометрического расчета червячной передачи в Компасе равна 0,33% по сравнению с ручным. Небольшие отклонения от ручного расчета обусловлены ошибками в округлении. Единственное расхождение наблюдается в диаметрах вершин и диаметрах впадин.

Расчет на прочность:

Рисунок 8 - Прочностной расчет планетарной передачи

Вывод: расчет на прочность показал что контактное напряжение посчитанное в Компасе больше ручного на 0,84%, что входит в инженерную нормы в 4%. Напряжение на изгиб рассчитанное в Компасе имеет расхождение с ручным расчетом в 32%, что гораздо больше допустимых 4. Выводов мы здесь сделать не можем, так как не известна методика расчета Компаса.

Меры предпринимаемые для повышения изгибной прочности:

Увеличить модуль передачи;

Выбрать более прочный материал;

Выбрать другую термообработку.

5. Расчет ременной передачи

Рисунок 9 - Расчет ременной передачи

6. Расчет компоновки редуктора
6.1 Расчет диаметров валов
Конструкция вала представлена на рисунке 10.

Входной вал:

Исходя из диаметра впадин центрального ведущего колеса (), а также учитывая, что на этот вал будет крепиться шкив ременной передачи, берем значение диаметра вала:

Выходной вал:

Рисунок 10 - Диаметры валов

6.2 Подбор подшипников валов
На рисунке 11 и в таблицах 7 и 8 представлены наиболее подходящие к нашей компоновочной схеме типы подшипников.

Рисунок 11 - Подшипники радиальные однорядные

Таблица 7 - Подбор подшипников входного вала

Обозначение	D, мм	D1, мм	D2, мм	а, мм	с, мм
50206	30	59,6	67,7	3,28	1,9
50306	30	68,8	78,6	3,28	1,9

Таблица 8 - Подбор подшипников выходного вала

Обозначение	d, мм	D, мм	B, мм	r, мм	CR, кН	CG, кН
211	55	100	21	2,5	43,6	25

Подшипники выбирались исходя из диаметров валов.

6.3 Расчет шпонок
Формула для вычисления длины шпонки:

Длина шпонки входного вала:

Длина шпонки выходного вала:

6.4 Расчет внутрикорпусных расстояний

Корпус редуктора проектируется исходя из внутрикорпусных расстояний, отсчитываемых от вращающихся деталей передачи.

6.5 Подбор шлицевой гайки

Для упора подшипника на входном валу используется шлицевая гайка (Рисунок 12), регулирующая данный подшипник врастяжку. Параметры выбранной нами гайки приведены в таблице 9.

Рисунок 12 - Шлицевая гайка

Таблица 9 - Подбор шлицевой гайки

Резьба, d	D, мм	D1, мм	H, мм	b, мм	h, мм	c?
М30 х 1,5	48	38	10	6	2,5	1

Канавка под язычок стопорной шайбы представлена на рисунке 13 и в таблице 10.

Рисунок 13 - Параметры канавки под шлицевую гайку

Таблица 10 - Параметры канавки

Резьба, d	a1, мм	a2, мм	a3, мм	a4, мм	d1, мм
М30 х 1,5	6	3	4	1,5	26,5

6.6 Расчет крышек
Для установки подшипников и фиксации используют крышки разных типов. На рисунке 14 приведены крышки, которые мы будем использовать.

Рисунок 14 - Крышки

Крышки выбираются исходя из диаметра отверстия, куда она будет устанавливаться.

Расчетные формулы для нахождения геометрических размеров крышек:

Полученные данные приведены в таблице 11.

Таблица 11 - Расчет крышек

Исходные данные	Рассчитываемые данные
D, мм	д, мм	d, мм	z	b, мм	, мм	, мм	, мм	, мм	, мм
72	6	8	4	5	7,2	6	104	8	5
100	7	10	6	8	8,4	7	140	10	8
270	9	14	8	8	10,8	9	326	14	8

7. Расчет вала и подшипников в "Компас - 3D V10"
7.1 Построение вала
Построение вала начинается с создания нового чертежа и запуска библиотеки КОМПАС-SHAFT 2D. Выбираем построение нового вала c разрезом, без разреза или в полуразрезе (Рисунок 15).

Рисунок 15 - Выбор типа прорисовки вала

Затем выбираем область расположения вала - для этого достаточно кликнуть по любой точке рабочего поля, где и начнется построение вала.

Создаем первую ступень вала. В появившимся окне указываем длину и диаметр вала, фаски или галтели, если это необходимо, или выбираем из стандартного ряда (Рисунок 16).

Рисунок 16 - Создание ступени вала

Так как наш вал является валом-шестерней, то при построении шестерня строится так же как и цилиндрическая ступень, выбирая слева окна определенную опцию (Рисунок 17).

Рисунок 17 - Создание ступени-шестерни

Появляется окно, в котором необходимо выбрать тип передачи и произвести ее геометрический расчет (Рисунок 18).

Рисунок 18 - Расчет шестерни

Чтобы произвести геометрический расчет, необходимо занести в появившееся окно параметры передачи (Рисунок 19).

Рисунок 19 - Расчет шестерни

Затем после расчетов выбираем одну из двух шестерен, параметры которых получили в результате расчета (Рисунок 20).

Рисунок 20 - Выбор шестерни

Параметры рассчитанной и выбранной нами шестерни автоматически заносятся в данные для построения (Рисунок 21).

Рисунок 21 - Параметры для построения шестерни

По такому алгоритму создаются все ступени вала (Рисунок 22).

Рисунок 22 - Вал

После построения всех ступеней, требуется создать шпоночный паз (Рисунок 23). В появившимся окне из стандартного ряда выбираем шпонку, задаем длину паза, расстояние от базового торца.

Рисунок 23 - Создание шпоночного паза

При установке подшипников на первой закладке необходимо указать тип подшипника, вариант привязки и прорисовки, расстояние от базового торца (Рисунок 24).

Рисунок 24 - Установка подшипников

На второй - выбрать из представленных подшипник с нужными размерами и характеристиками (Рисунок 25).

Рисунок 25 - Выбор подшипников

Когда чертеж вала готов, то можно переходить к расстановке действующих на валу сил и крутящих моментов. Для этого необходимо указать нужный участок вала и выбрать опцию простановок сил и моментов (Рисунок 26).

Рисунок 26 - Задание сил

Все значения задаем посередине шпоночного паза. На участке вала с шестерней значение крутящего момента задаем положительное, на другом конце вала - отрицательное (Рисунок 27).

Рисунок 27 - Указание значения сил

Для приложения нагрузки нам необходимо рассчитать, какое усилие оказывает ременная передача (Рисунок 28) на конец вала.

Рисунок 28 - Эскиз ременной передачи

Сила воздействия на вал:

Где:

Число ремней;

Угол обхвата;

F0 - сила предварительного натяжения:

На рисунке 29 представлено изображение вала с приложенными нагрузками и крутящими моментами.

Рисунок 29 - Расположение сил и крутящих моментов на быстроходном валу

На следующем этапе необходимо задать материал вала с механическими свойствами. Материал можно выбрать из представленных в библиотеке или создать новый с нужными свойствами (Рисунок 30).

Рисунок 30 - Свойства материала

После выполнения вышеперечисленных шагов можно провести расчет вала и подшипников (Рисунок 31).

Рисунок 31 - Окно выбора расчета

При расчете вала появляется окно с закладками на которых можно выбрать вид расчета, а также необходимые графики распределения сил и моментов (Рисунок 32). По окончании расчета автоматически выводится отчет с эпюрами.

Рисунок 32 - Параметры расчета вала

7.2 Расчет быстроходного вала

Рисунок 33 - График радиальных сил в вертикальной плоскости

Рисунок 34 - График изгибающих моментов в вертикальной плоскости

Рисунок 35 - График прогиба вала в вертикальной плоскости

Рисунок 36 - График относительных углов закручивания сечения вала

Рисунок 37 - График касательных напряжений при кручении

Рисунок 38 - График эквивалентных напряжений (IV т. прочности)

Рисунок 39 - График коэффициента запаса прочности вала

Вывод: минимальное значение коэффициента запаса прочности равно 4,8, что больше допустимого 1,8. Вал удовлетворяет условиям прочности.

7.3 Расчет подшипников
При расчете подшипников необходимо указать частоту вращения и необходимый ресурс подшипника (Рисунок 41).

Рисунок 40 - Расчет подшипников

Рисунок 41 - Расчет параметров подшипников

Вывод: ресурс первого подшипника составляет 2640071 час, что в 186 раз больше требуемого ресурса. Ресурс второго подшипника, являющийся наиболее нагруженным, составляет 207581 часов, что в 15 раза больше требуемого ресурса. Оба подшипника удовлетворяют условию по ресурсу работы.

8. Проектирование привода ленточного транспортера
8.1 Выбор муфты
Муфты предназначены для передачи механической энергии - крутящего момента между двумя соединенными валами. В зависимости от условий эксплуатации муфты могут соединять валы постоянно, либо периодически при помощи оператора или при достижении определенных условий эксплуатации.

В работе механических систем возможны случайные или периодические колебания передаваемого момента, что отрицательно сказывается на динамике машин. Для сглаживания изменений крутящего момента муфта должна обладать упругими свойствами, позволяющими демпфировать (смягчать) случайные изменения момента.

Соединяемые валы при монтаже механизмов будут иметь погрешности установки, которые можно группировать в виде:

1. Погрешности осевого смещения валов ;

2. Погрешности радиального смещения валов ;

3. Погрешности углового перекоса валов .

Чтобы соединить валы между собой с заданными погрешностями монтажа, необходимы муфты, способные компенсировать эти неточности.

Муфта ROTEX GS (Рисунок 43) состоит из трех частей, беззазорная благодаря осевому штепсельному соединению с предварительным натягом.

Рисунок 42 - Муфта ROTEX GS

ROTEX GS применяются в приводах с частотами вращения до 47700 об/мин и рабочими моментами до 2400 Нм. Муфты ROTEX GS пригодны для применения в приводах во взрывоопасных зонах.

Важнейшие характеристики муфт:

1. Частота вращения до 15000 об/мин и крутящие моменты до 400 Нм.

2. Хорошая компенсация осевого, углового, и радиального смещений.

3. Высокая жесткость на кручение.

4. Простой и быстрый монтаж, благодаря зажимным ступицам.

5. Длительная прочность при температурах до 280С.

6. Высокая коррозионная стойкость в агрессивных средах и критических условиях эксплуатации.

Благодаря прямому зубу зубчатого венца ROTEX GS и установке с предварительным натягом, возникает небольшое контактное напряжение, повышается жесткость муфты.

Зубья зубчатого венца поддерживаются в радиальном направлении перемычкой во внутреннем диаметре. Это препятствует большой деформации зубчатого венца во внутреннюю или наружную сторону при высоком ускорении или большой частоте вращения.

Основные параметры муфты ROTEX GS указаны на рисунке 44.

Рисунок 43 - параметры муфты ROTEX GS

Параметром для выбора муфты является момент на выходном валу и диаметр выходного вала . Материал взят из списка продукции компании ООО "Индастриал Партнер" [6].

Допускаемые смещения валов:

Радиальное……... .0,2 мм

Угловое …………1°30?

8.2 Выбор ременной передачи
Клиновые ремни.

Клиновые ремни - это ремни трапециевидного сечения с боковыми рабочими сторонами, работающие на шкивах с канавками соответствующего профиля. Глубина канавок шкивов должна быть такой, чтобы между внутренней поверхностью ремней и дном желобков шкива сохранялся зазор.

Ремни благодаря клиновому действию отличаются повышенными силами сцепления со шкивами и, следовательно, повышенной тяговой способностью. Клиновые ремни в передаче применяют по нескольку штук, что позволяет варьировать нагрузочную способность.

К достоинствам ременных передач следует отнести:

возможность передачи движения на значительные расстояния;

плавность и бесшумность работы;

возможность работы с высокими частотами вращения;

высокий КПД (до 98%);

простая и дешёвая конструкция (без корпуса и смазывания) - уменьшение эксплуатационных расходов;

быстрая замена отработавших ремней;

мало чувствительны к недостаткам взаимоустановки валовых осей;

возможность разделение мощности, то есть перенос привода с одного вала на другие.

Недостатки ременных передач:

значительные габариты - обычно в несколько раз большие, чем у зубчатых;

неизбежность некоторого упругого скольжения ремня;

повышенные силы воздействия на валы и опоры, т.к для передачи сил трения нужны значительные силы прижатия и их назначают по максимальной нагрузке;

необходимость использование, за редкими исключениями, устройств для натяжения ремня;

необходимость предохранения ремня от попадания масла;

малая долговечность ремня в быстроходных передачах.

Различают три вида клиноременных передач в зависимости от сечения ремня (Рисунок 45):

классического сечения;

узкого сечения;

узкое сечение с зубчатой кромкой без обертки боковых граней.

Рисунок 44 - виды клиновых ремней;

Мы использовали ремни с узким сечением.

Факторы, влияющие на срок службы клиновых ремней:

уменьшение количества клиновых

ремней в комплекте;

натяжение клиновых ремней;

частота привода;

неправильные углы пазов ременных шкивов.

Шкивы

Выбор и построение шкива происходили исходя из расчетов, произведенных в библиотеке КОМПАС-SHAFT 2D (Рисунок 9).

Рисунок 45 - Построение шкивов.

Параметры поостренных шкивов приведены в таблице 12.

Таблица 12 - Параметры шкивов.

Шкив	, мм	, мм	d, мм	t, мм	L, мм
Ведущий	146,6	70	32	50	35
Ведомый	256	250	25	28	35

Эскизы построенных шкивов представлены на рисунке 47.

Рисунок 46 - Эскизы шкивов

Натяжное устройство.

Для компенсации вытяжки ремней в процессе их эксплуатации, компенсации отклонений длины бесконечных плоских, клиновых, поликлиновых и зубчатых ремней, а также для легкости надевания новых ремней должно быть предусмотрено регулирование межосевого расстояния ременной передачи. Натяжное устройство должно обеспечивать изменение межосевого расстояния в пределах от 0,97a до 1,06a, где a-номинальное значение межосевого расстояния.

В нашем случае межосевое расстояние ременной передачи , поэтому регулировка должна осуществляться в переделах:

Спроектированное нами натяжное устройство представлено на рисунке 48. Его принцип действия заключается в следующем: два болта М16-120 продеты через ушки верхней и нижней плит электродвигателя. Болты неподвижно затянуты гайками к ушкам верхней плиты. У ушек нижней плиты они затянуты гайками с обеих сторон. При регулировании натяга ремней мы откручиваем болты, крепящие верхнюю плиту к нижней, через пазы пододвигаем верхнюю плиту, ослабляем гайки слева от ушек нижней плиты, натягиваем гайки справа. Таким образом, под действием натяга гаек на болтах верхняя плиты будет перемещаться относительно нижней, тем самым регулируя межосевое расстояние ременной передачи. Затем закручиваем болты, расположенные в пазах, делая конструкцию жесткой.

Рисунок 47 - Натяжное устройство

Кожух безопасности.

Для предотвращения травм в случае неисправности работы привода, разрыв ремня и других аварийных ситуациях используется кожух безопасности (Рисунок 49).

Он крепится к раме путем S-образных держателей. Конструкция кожуха, состоящая из тонких листов стали, сварная.

Рисунок 49 - Кожух безопасности

8.3 Смазывание редуктора и подшипников
Для уменьшения потерь, мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для смазывания передачи применяем картерную систему. В корпус редуктора заливается масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяем в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

В зависимости от допускаемого напряжения и окружной скорости принимаем масло И-30А с кинематической вязкостью по ГОСТ 20799-75.

Из расчета, что объем масла должен покрывать зуб сателлита на всю высоту, принимаем объем масляной ванны равный 0,3 л. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепление, за счет разбрызгивания.

Смазочные устройства

Для слива масла используется сливное отверстие, закрываемое пробкой, с цилиндрической резьбой (Рисунок 50а), для замера уровня масла используем такая же пробка, что и для слива (Рисунок 50а). Для вентиляции картера используем отдушину (Рисунок 50б).

Рисунок 50 - Смазочные устройства

8.4 Расчет болтов крепления к раме
Исходные данные для расчета болтов крепления к раме приведены в таблице 13.

Таблица 13 - Исходные данные для расчета болтов

Вращающий момент на входном валу редуктора , Нм	Вращающий момент на выходном валу редуктора , Нм	Количество болтов, крепящих корпус редуктора к раме, z	Коэффициент внешней нагрузки,	Коэффициент безопасности, S	Толщина упругого элемента муфты , мм
52,47	537,3	4	0,25	4	28	3

Размеры опорной поверхности основания редуктора (Рисунок 51) представлены в таблице 14.

Таблица 14 - Размеры опорной поверхности редуктора

, мм	, мм	, мм	, мм	a, мм	b, мм
70	145	89	163	40	54

Рисунок 51 - Нагрузки, действующие на болты крепления

Приведение сил.

На входном валу стоит ведомый шкив ременной передачи. Нагрузка от шкива на вал мы определили при расчете на прочность входного вала (смотри пункт 6.1 стр.35).

Сила предварительного натяжения:

Сила воздействия на входной вал:

На выходном валу стоит беззазорная муфта с упругим элементом. Нагрузка, действующая на выходной вал от муфты:

Окружная сила, действующая на валу, H:

где - толщина упругого элемента, м;

- момент на входном валу, .

Определение силы затяжки с учетом нераскрытия

Внешняя нагрузка, действующая на наиболее нагруженный болт, H:

Принимаем (коэффициент внешней нагрузки) и х=3. Усилие затяжки болта, H:

Площадь опорной поверхности редуктора (стыка),

Момент инерции площади опорной поверхности стыка относительно оси y:

Момент инерции площади опорной поверхности стыка относительно оси х, :

Проверяем условия не раскрытия стыка, МПа:

Условие не раскрытия стыка удовлетворяется:

Меры по уменьшению силы затяжки :

Увеличить количество болтов z;

Уменьшить площадь стыка A.

Определение максимальной силы, действующей на болт

Расчетное усилие, действующее на болт, H:

Где K - коэффициент, учитывающий трение между торцами гайки и поверхностью крепления.

Расчет диаметра болтов

Примем =180 МПа.

Допускаемое напряжение при расчете на статическую прочность, МПа:

Внутренний диаметр резьбы болта, м:

Рассчитываем диаметр болта с учетом шага и принимаем из стандартного ряда значений, мм:

Список литературы

1. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - М.: Академия, 2004. - 496 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др.; М.: Альянс, 2005. - 416 с.

3. Методические указания по расчету зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу "Детали машин" (часть 1). - ред.В.Т. Карасева. - 1980г

4. Методические указания по расчету зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу "Детали машин" (часть 2). - ред Д.Н. Решетов. - 1980г

5. Решетов, Д.Н. Детали машин: Учеб. для студ. машиностроительных и механических специальностей вузов / Д.Н. Решетов. - М.: Машиностроение., 1989. - 496 с.

6. Сайт компании ООО " Индастриал Партнер" - Беззазорная упругая муфта ROTEX GS. http://www.indpart.ru/ktr/servo/rotex_gs/